Đồ án: Bánh răng trụ

LỜI NÓI ĐẦUTrong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất.. Đối với các hệ

MỤC LỤC

Lời nói đầu 2

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện 4

1.2 Phân phối tỷ số truyền 5

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 2.1 Thiết kế bộ truyền Xích 6

2.2 Thiết kế bánh răng 9

2.3 Thiết kế trục 21

2.4 Tính toán chọn ổ 34

2.5 Thiết kế vỏ hộp 40

2.6Các chi tiết phụ 41

2.7 Bảng dung sai lắp ghép 43

Tài liệu tham khảo 45

LỜI NÓI ĐẦU

Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như trong sản xuất Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí nhằm củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn Nguyên Lý Máy, Chi Tiết Máy, Vẽ Kỹ thuật Cơ khí,… và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng ,ổ lăn,… Thêm vào đó trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ sư cơ khí.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Hữu Lộc, cũng như các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy cô và bạn bè để đồ án này được hoàn thiện hơn.

Sinh viên thực hiẹân Nguyễn Minh Trung

 Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục công tác:P=7 (KW)

Sô vòng quay trên trục công tác:n=50 (vg/phút)

Thời gian phục vụ: L = 7 năm tương đương 33600 giờ

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

T 1 = T :T 2 = 0,8T

t 1 = 48 :t 2 =12

ĐỘNG CƠ MÁY SÀN

1 2

3

Chú thích : 1 nối trục đàn hồi

2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi

3 Bộ truyền xích ống con lăn

T1

T2

Sơ đồ tải trọng

Sơ đồ động hệ thống truyền động máy sàn

PHẦN I:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

 Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục công tác: P ct = 7KW

Số vòng quay trục công tác: n ct = 50 vg/ phút

1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

2 Công suất cần thiết của động cơ:

η

A ct dc

K P

12.)8,0(48.)(.)

=+

Ti

và Hiệu suất chung của bộ truyền:

8406,0

=ηX ηbr ηOL ηNT

η

Trong đó:hiệu suất bộtruyền xíchηX =0,93

hiệu suất bộtruyền bánh răng ηbr =0,97 hiệu suất bộtruyền ồ lăn ηOL =0,99 hiệu suất nối trục đàn hồi ηOL =0,99)

(02,8

KW K

3 Với công suất cần thiết của động cơ Pdc = 8,02 KW

4 Tra bảng P1.3 tài liệu tham khảo [1] ta chọn công suất động cơ P =11KW với số vòng quay và phân bố tỷ số truyền chung của hệ thống như bảng sau:

Loại động cơ Số vòng quay

động cơ(vg/phút) Tỷ số truyền chung

congtac

dongco ch

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Từ bảng số liệu trên và để thõa mãn số vòng quay các bộ truyền hợp lý ta chọn loại động cơ 4A160S6Y3

4 Với tỷ số truyền chung uch= 19,4 , tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu tham khảo[1]

ta chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc và của các cấp bánh răng như sau:

Uhộp giảm tốc= 8 vơí ubr1 = 3,08

Ubr2 = 2,6 Từ đó ta có tỷ số truyền của bộ truyền xích là : 2,425

8

4,

u

u u

5 Với các thông số vừa chọn, ta thiết lập bảng đặc tính kỹ thuật sau:

PHẦN II:

TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

 Số liệu ban đầu:

Công suất P =7,39 KW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 121,25 vg/phút

Moment xoắn: T = 582057 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2,245

Điều kiện làm việc: quay một chiều, làm việc 2 ca ,tải va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, trục đĩa xích điều chỉnh được.

I TÍNH TOÁN:

1 Chọn loại xích ống con lăn một dãy

2 Số răng đĩa xích dẫn:

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] trang 80 ứng với tỷ số truyền u= 2,425 chọn Z1=25

⇒ Z2 =u.Z1 = 2,425 25 = 60,625 ⇒ Chọn Z2 = 61 < Zmax= 130

3 Khi đó tỷ số truyền chính xác bộ tuyền xích :

44,225

4 Ta có hệ số điều kiện sử dụng xích:

K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv Với:

Kr =1,2 là hệ số tải trọng động ứng với tải va đập nhẹ

Ka =1 là hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục với a =(30 ÷50 ) pcK0 =1 là hệ số ảnh hưởng bố trí bộ truyền ứng với bộ truyền nằm ngang

Kdc =1 là hệ số ảnh hưởng khả năng điều chỉnh lực căng xích

Kb =1 là hệ số điều kiện bôi trơn

Klv =1,12 hệ số làm việc ứng với làm việc 2 ca

⇒ K = Kr Ka Ko Kdc Kb Klv =1,344

Ta có hệ số vòng quay 1,649

25,121

Với n01 =200 tra từ bảng 5.4 tài liệu tham khảo[3].

Và hệ số răng đĩa xích : 1

25

2525

Và hệ số xét đến dãy xích ứng với xích một dãy: Kx = 1

5 Từ đó ta có công suất tính toán:

378,161

39,7.1.649,1.344,1

K

P K K K P

Theo bảng 5.4 tài liệu [3] ứng với công suất cho phép [P]> Pt và số vòng quay thực nghiệm n01=200 ta có được bứơc xích pc =31,75mm

6 Kiểm tra số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc=31,75mm tra từ bảng 5.2 [3] ta có ntới hạn =630 > nbộ truyền=121,25 (vg/phút) Ta thấy bước xích vừa chọn trên thoã

7 Tiếp tục ta kiểm mghiệm bước xích theo công thức sau :

3 1

1 [ ]

600

x c

K Po n Z

K P

Với [Po] =29MPa tra từ bảng 5.3 tài liệu [3]

K Po n Z

K P p

x

]

[

6003

1 1

=

≥Bước xích đã chọn thoã mãn điều kiện trên

8 Tính toán các thông số của bộ truyền xích vừa chọn :

+ Vận tốc trung bình của xích: 1,604( / )

60000

s m Z

p n

2

)122

21

=

a

p Z

Z Z Z p

a

Ta chọn X=124 mắt xích + Chiều dài xích: L=X.pc=3937mm

Từ đó ta tính khoảng cách trục chính xác:

mm Z

Z Z

Z X Z

Z X p

2

1282

212

2125

,0

2 2

Và để bộ truyền xích làm việc bình thường ta giảm khoảng cách trục xuống một đoạn bằng (0,002÷0,004)a

Do đó ta có khoảng cách trục tính toán là a=1269,06mm

+ Lực tác dụng lên trục: Fr= Km Ft = 1,15.4607=5298(N)

Với Km=1,12 hệ số trọng lượng xích ứng với bộ truyền xích nằm ngang

+ Đường kính đĩa xích :

Bánh dẫn:

mm p

d d

mm Z

p d

c a

c

885,2747

,0

66,252

1 1

1 1

=+

=

=

=πBánh bị dẫn:

mm p

d d

mm Z

p d

c a

c

72,6387

,0

49,616

2 2

2 2

=+

=

=

=π

9 Kiểm nghiệm số lần xích va đập trong 1 giây:

16][63,1124.15

25,121.2515

Với [i] =16 tra bảng 5.6 tài liệu[3]

10.Kiểm tra xích theo hệ số an toàn:

Fo Fv F

Q s

++

=

1

Với Q =88,5 (KN) tra bảng 5.2 tài liệu[1]

F1=Ft=4607 (N)Fv=qm.v2=9,777 (N)Với qm=3,8 (kg/m) tra bảng 5.2 tài liệu [1]

Fo=Kf a qm g = 6 1269,06 3,8 9,81 =283,85

Với Kf=6 hệ số phụ thuộc độ võng của xích khi xích nằm ngang

][06,18

1

s Fo

Fv F

Q

++

=

⇒Với [s] =(7,8÷9,4) bảng 5.7 tài liệu [3]

2.2 THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

ĐỘNG CƠ MÁY SÀN

1 2

3

Chú thích : 1 nối trục đàn hồi

2 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi

3 Bộ truyền xích ống con lăn

T1

T2

Sơ đồ tải trọng

Chế độ làm việc: Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ, 1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ.

Chế độ tải:

T 1 = T :T 2 = 0,8T

t 1 = 48 :t 2 =12

 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :

Chọn thép 45 Cr đựơc tôi cải thiện

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn độ rắn trung bình:

Bánh dẫn: HB 1 =240 HB Bánh bị dẫn: HB 2 =230 HB

A TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

Số liệu ban đầu:

Công suất P =7,7 KW

Số vòng quay bánh dẫn: n = 315,25 vg/phút

Moment xoắn: T = 233259 Nmm

Tỷ số truyền: u= 2,6

Tuổi thọ L h = 7 năm tương đương 33600 giờ

1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

2 Số chu kỳ làm việc tương đương:

7 3

1 57,35.10

max

7 3

2 22,06.10

max

7 6

1 54,17.10

max

7 6

2 20,83.10

max

Vì: N HE1 >N HO1;N HE2 > N HO2;N FE1 >N FO1;N FE2 > N FO2

Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 =K HL2 =K FL1 =K FL2 =1

3 Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

.70

2

lim = HB +

OH

δ

Bánh dẫn : δOHlim1 =2.HB +70.=550MPa

Bánh bị dẫn: δOHlim2 =2.HB +70.=530MPa

4 Ta có giới hạn mỏi uốn:

Bánh bị dẫn: δOFlim2 =1,8HB =414MPa

5 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

7 Do hộp gỉam tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín) Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc

Theo bảng 6.15 tài liệu [3] ta chọn:

ψba =0,4

2

)1.(

=

+

= ba u bd

ψψỨng với ψbd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :

.)1(50

u

K T u

a

H ba

H w

δψ

β+

=

6,2.64,433.4,0

022,1.233259)

16,2(

2 =+

=Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 200mm

9 Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : m= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

⇒ m=0,015 200=3Tổng số răng :

1333

200.22

2

1 + = = =

m

a z

6,21

1331

2 1

+

=+

+

=

u

z z z

Chọn z1=37 răng ⇒z2= 133-37=96 răng 10.Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:

59,2

11.Các thông số hình học của bộ truyền:

o Đường kính vòng chia:

d1= z1 m=37.3= 111 mmd2 =z2 m=96.3= 288 mm

o Đường kính vòng đỉnh:

117

21

1 = d + m=

294

22

25,315.111.60000

1 1

s m n

d

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9

o Xác định giá trị các lực :

12.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

Theo bảng 6.5 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

==11,,107206

FV

HV K K

MPa MPa

u b

u K T d

Z Z Z

H w

H H

M

)1.(

2

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

13.Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Hệ số dạng răng:

37

2 , 13 47 , 3 2 , 13 47 , 3

1

1 =

F

F Y

δ

53,65]2[

2

=

F Y

δ

⇒ Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

o Ứng suất uốn tính toán:

MPa MPa

m b

K K F Y

F n

w

Fv F t F

1 1

1

Do đó độ bền uốn được thoã

B TÍNH TOÁN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH

Số liệu ban đầu:

Công suất P 4,01KW

2

02,8

Tỷ số truyền: 3,07

1

1 = =

x br

ch br

u u

u u

Tuổi thọ L h = 7 năm tương đương 33600 giờ

1 Số chu kỳ làm việc cơ sở

Và: NFO1=NFO2=5.106 chu kỳ

2 Số chu kỳ làm việc tương đương:

7 3

1 176,5.10

max

7 3

2 45,84.10

max

7 6

1 166,7.10

max

7 6

2 43,3.10

max

Vì: N HE1 >N HO1;N HE2 > N HO2;N FE1 >N FO1;N FE2 > N FO2

Nên ta có hệ số tuổi thọ: K HL1 =K HL2 =K FL1 =K FL2 =1

3 Theo 6.13 tài liệu [3], ta chọn giới hạn mỏi tiếp xúc:

.70

2

lim = HB +

OH

δ

Bánh dẫn : δOHlim1 =2.HB +70.=550MPa

Bánh bị dẫn: δOHlim2 =2.HB +70.=530MPa

4 Ta có giới hạn mỏi uốn:

HB

OFlim =1,8

δ

Bánh dẫn : δOFlim1 =1,8HB =432MPa

Bánh bị dẫn: δOFlim2 =1,8HB =414MPa

5 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

7 Do hộp gảim tốc được bôi trơn tốt ( bộ truyền kín) Do đó tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc.

=

+

= ba u bd

ψψỨng với ψbd vừa chọn , tra bảng 6.4 [3] ta có :

.)1(43

u

K T u

a

H ba

H w

δψ

β+

=

07,3.82,441.16,0

01,1.39480)

107,3(

2 =+

=Theo tiêu chuẩn chọn: aw = 160mm

9 Với khoảng cách trục vừa chọn ta chọn môđun răng theo : mn= (0,01÷0,02)aw (Ứng với HB1, HB2 < 350HB)

⇒ ta chọn mn=310.Tính góc nghiêng răng β thoãđiều kiện sau: 30o<β<40o

)1.(

40cos 2)

1.(

30cos

m

a

n

w n

w

07,207

,

22 ≥Z1 ≥

Vậy ta chọn z1=22 răng.

Khi đó số răng bánh răng bị dẫn :z2=z1.u=22 3,07=67,54

Ta chọn z2=68 răng

11.Khi đó tỷ số truyền chính xác của bộ truyền là:

09,3

Z u m

.2

)

1.(

=β

32,480

160.2

22)

109,3.(

3

13.Các thông số hình học của bộ truyền:

o Đường kính vòng chia:

mm Z

m

48 , 32 cos

22 3 cos

m

48 , 32 cos

22 3 cos

21

1 = + n =

83,247

22

/(97,360000

1 1

s m v

s m n

d

v= π = < th = (tra từ bảng 6.3 [3])

Theo bảng 6.3 [3] chọn cấp chính xác là 9

o Xác định giá trị các lực :

14.Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:

o Theo bảng 6.6 [3], ta chọn hệ số tải trọng động :

==11,,1709

FV

HV K K

o Hệ số trùng khớp ngang:

68

122

1.(

2,388,

48,32sin.6,25

β

εβ

n

w m

b

.

Khi ncx=9 thì KFα=1Từ bảng 6.11 [3]ta chọn KHα=1,15

o Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:

u b

u K T d

Z Z Z

w

H w

H M H

)1.(

2

11

cos.2

=

=

tw H

Z

αβ

0

0

34,2348

,132cos

20tanarctancos

tanarctan =  =

Do đó bánh răng thoã điều kiện Ứng suất tiếp xúc

15.Tiếp tục kiểm nghiệm theo độ bền uốn:

o Xác định số răng tương đương

65,36)(cos 3

Z Y

Bánh bị dẫn: 3 , 47 13,2 3 , 58

2

2 = + =

v F

Z Y

o Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng:

45,64][

1

1 =

F

F Y

δ

08,66]2[

2

=

F Y

δ

⇒ Ta kiểm nghiệm bánh dẫn có độ bền thấp hơn.

o Ứng suất uốn tính toán:

n w

F t F F

m b

Y Y K F Y

δ =

Với: K F = K Fα.K Fβ.K Fv =1,223

83 , 3

1 =

F

Y

582 0 718 , 1

1

= α

Y

.768,0120

β

Y

⇒δF =23,01MPa<[δ]F =246,86MPa

Do đó độ bền uốn được thoã

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

Kieåmnghieäm ñieàu kieän boâi trôn ngaâm daàu :

Điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc là:

Mức dầu thấp nhất ngập (0,7 ÷2) chiều cao răng (h2=2,25m) của bánh răng 2, nhưng

2.3 THIẾT KẾ TRỤC

Vật liệu chế tạo trục là thép 45C tôi cải thiện.

Giới hạn bền:δb =750MPa.

Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với δb =750MPa tra trong bảng 10.5 tài liệu [1]: [σ]=63MPa

Ưùng suâ`t xoắn cho phép: [τ ]=20÷25 MPa đối với trục vào, ra

[τ ]=10÷15 MPa đối với trục trung gian.

Xác định sơ bộ đường kính trục theo công thức sau:

3

] [

2 ,

2 , 0

3 1

τChọn d1=28mm

2 , 0

3 2

τChọn d1=40mm

3 Trục III :với T3=582057Nm

2 , 0

3 3

τChọn d1=50mm

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:

k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

hn=20mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )l13 =l22 = 48mm

với lm31=65mm là chiều dài mayơ của bánh xích

k3=10mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1]

hn=15mm (tra bảng 10.3 tài liệu [1] )

Ta có: l11 =l21 = l31 =2l23 = 226mm

A TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:

I Trục I:

Ta có:

N F

N F

N F

Nmm d

F M

2

1 1 2

1 = = =Nối trục đàn hồi:

Với:Fr3=(0,2÷0,3)Ft ⇒ Fr3=0,3.(2T/D)=658N với chiều ngược với chiều của lực vòng trên bánh răng

T

78960 39480

39480 79527 56817

20880

45995

20880 45995

xy

Fr3 Rbx=176N Ft1 Ft1

Rax=1184

My

Ma2 Ma1 Rby=435N Ray=435N

Fr2 Fr1

yz

B E D

C A

x

z y

Fr3

Fa1 Fa1

Ft2 Ft1 Fr1 Fr2

1 Tính phản lực tại các gối tựa:

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N M

M Fr

Fr

226

1248.2178

=

N Ray

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Fr

Ft Ft

226

60.348.2178

=

N Rbx 176=

2 Tính đường kính tại các đoạn trục:

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dC=28mm

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dD=28mm

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dB=25mm

o Tại A: chọn dA=dB=25mm

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dE=19mm (cần kiểm nghiệm hệ số an toàn )

II Trục II:

Ta có:

Lực trên bánh răng nghiêng:

N F

N F

N F

Nmm d

F M

2

1 1 3

1 = = =Lực trên bánh răng thẳng:

147192

Ft2 Ft3 Ft1

180751

Fr3 Fr1 Ft2 Fr2

Ft3

Fa3

Ft1 Fr3 Fr1

D

Mx

T 116629,5

283789,5 147192

16656

90898

16656 90898

xy

Rbx=3066,5N Rax=3066,5N

My

Ma3 Ma1

Rby=347N Ray=347N

Fr2 yz

B E C

1 Tính phản lực tại các gối tựa:

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N M

M Fr

Fr Fr

226

1348.3178.1113

=

N Ray

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N Ft

Ft Ft

226

48.3113.2178

=

N Rax

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dC=34mm

o Tại E : ta chọn dE=dC=34mm

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dD=40mm

o Tại A và tại B: tachọn dA=dB=30mm

Biểu đồ moment:

A Fr2

582057

Ft1 271200

Ft1 Fr1

D

Mx

T 228373

376158

xy

Rbx=2021N Rax=2021N

My

Rby=2400N Ray=6227N

yz

B C

x

z y

1 Tính phản lực tại các gối tựa:

o Trong mặt phẳng yz, tacó:

N Fr

Fr

226

71.2113

=

N Rby

Fr Fr

o Trong mặt phẳng xy, tacó:

N

Ft Rax

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dC=42 (cần kiểm nghiệm hệ số an toàn )

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dD=55mm

1,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dA=50mm

o Tại B : ta chọn dA=dB=50mm

B KIỂM NGIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN

o Vật liệu trục :thép C45, tôi cải thiện.

σb =750MPa Với: σ-1 = 0,436 σb =327MPa

τ-1 =0,58 σb =189,66MPa

o Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng:Kσ ,Kτ

Tra bảng 10.8 tài liệu[3] ta có : Kσ=2,05

Thông

số

Đường kính(mm)

chống uốn W

Moment cản xoắnW0

Bảng kiểm nghiệm hệ số an toàn s :

(trong đó, [s] hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5÷2,5 ; khi [s] =2,5÷3 ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.)

εσ , ετ là hệ số kích thước tra trong bảng 10.3 tài liệu [3]

σa , τa là biên độ của ứng suất tính theo:

W

M

σ